汽车用行星齿轮差速器的设计

马云贵

(湖南交通职业技术学院，湖南 长沙 410132)

0 引言

汽车时常会遇到道路环境恶劣的情况，特别是在城市支路中更为常见。为了保证汽车具有良好的越野性能，越野汽车常常是使用多轴驱动的方法来确保其良好的越野性能［1］。若在汽车的前轴与后轴之间并没有安装差速器，而是采用刚性较大的接连机构进行连接，则在汽车运行过程当中，理论上来讲，其前轮与后轮之间会以相同的行进速度工作［2］。而在实际情况中，因汽车前轮与后轮的气压不一致、汽车车身前后载荷不同等原因，尤其是在行进道路条件恶劣的情况下，在相同的行进时间里，其前轮与后轮所行进的路径长度一般都会存在差异，于是汽车的车轮会出现滑移或者滑转等危险情况，以及引起功率循环［3］。

将差速器安置于汽车的驱动轴上，可以减轻甚至防止上述情况产生。目前常用的齿轮差速器虽可以减轻汽车滑移，但会使汽车的越野性能明显下降，其原因是［4］:汽车的分动器以其差速器的传动比来输出扭矩，并将其分配于其驱动轴上，若其中一只轮胎出现滑移现象时，附着于该轮胎上的输出力也会降低，其驱动力矩也降低，汽车其他车轮的驱动力矩也相应地降低，从而使汽车的越野性能下降。

目前，国外已研发出了可实现变扭矩的分动器，而这类分动器可划分为两种形式［5］:被动控制类、主动控制类。(1)被动控制式的分动器常见的有黏性形式与高摩擦形式，当前轴与后轴出现一定的转速差时，以其内部黏性力，或者其摩擦力来实现扭矩调节。(2)主动控制式的分动器，可以借助于传感器来获得道路路面以及汽车转速等信息，经处理器分析以后，来控制扭矩的输出，进而符合汽车的越野性能需要［6］。目前，在国产的一些越野型汽车上安装使用的驱动分动器，基本上都是采用定扭矩分配形式，所采用的差速器基本上都是使用常规的行星齿轮来进行传动，没有防滑的功能。

为了使前述问题得以解决，学者［4］设计了一种改进的差速器，其将差速器中的齿轮采用非圆形的齿轮，也就是将常规的圆形齿轮差速器转换成了非圆形齿轮的差速器，于是可以在保持分动器现有结构的同时，借助于齿轮传动的变速比来实现扭矩的自动调节，使得汽车具有更好的越野性能。

在前面介绍的改进的差速器中，其非圆形的齿轮、中心齿轮以及齿圈可实现很好的啮合，其整体构架紧凑、简捷，同时也保存了原有分动器的框架，然而也存在一些不足的地方［7］:(1)该差速器具有一定的平差效应，也就是在中心齿轮和行星齿轮之间具有最大传动比的时候，不能确保行星齿轮和齿圈之间具有最小传动比;同时在中心齿轮和行星齿轮之间具有最小传动比的时候，不能确保行星齿轮和齿圈之间具有最大传动比。(2)若想要在中心齿轮周边多布置几个行星齿轮来提升系统的承载能力，其实现难度极大，基本只能是理论上可实现，实际工程实践可能性小。因而，本文设计出了一种改进的双联的汽车用的齿轮差速器，将其用于汽车的分动器时，使得汽车前轴与后轴可实现变扭矩输出，同时该差速器也具有良好的防滑性能，确保了汽车较好的越野性能。

1 系统结构

图1(a)、图1(b)、图1(c)为本文所设计的改进的双联的汽车用齿轮的差速器传动的原理图，其主要由三部分构成:(a)非圆形的中心齿轮;(b)双联的行星齿轮;(c)行星架H。

其中:1——非圆形的中心齿轮;2——非圆形的中心齿轮;3——双联行星齿轮;H——行星架;Ⅰ——扭矩输出轴;Ⅱ——扭矩输出轴。

动力与扭矩是由行星架H 端来实现输入，而1#与2#非圆形中心齿轮与前输出轴Ⅰ、后输出轴Ⅱ实现固定连接。当齿轮之间具有一定的相对运动的情形出现时，前输出轴Ⅰ与后输出轴Ⅱ的传动比是变化的，并且是以某一设定的变化规则运行的。于是在两中心齿轮完全一致时，双联行星齿轮的外形也完全一致，只是相位差为90 度，且具有3 组，在中心齿轮周边实现均匀布置。

分析系统传动过程，可以得出其传动比(扭矩输出轴Ⅱ对于扭矩输出轴Ⅰ的传动比)［8］:

其中:r1是1#齿轮节曲线半径;r2是2#齿轮节曲线半径;r31是与1#齿轮相啮合部分的3#双联齿轮节曲线半径;r32是与2#齿轮相啮合部分的3#双联齿轮节曲线半径;a3为行星齿轮的转角;f(a3)是其转角a3的函数。

输入差速器的扭矩则会以方程(1)给出的传动比形式，传递给前轴与后轴两扭矩输出轴，实现了扭矩的变比输出。值得注意的是:该汽车用的差速器具有一定的自适应功能，在安装匹配完成以后，无需人工控制与操作，而是以汽车轮胎的实际滑移情况为依据，实现扭矩的自动调节。而其最大分配扭矩比则为该差速器的锁紧系数。

2 齿轮设计

中心齿轮和行星齿轮之间的传动比设计与差速器的性能息息相关，同时也是本文的研究中心，经分析、研究，得到其传动比:

其中:i31是3#齿轮和1#齿轮的传动比;z1是中心齿轮齿数;z3是行星齿轮齿数;a1是中心齿轮转角;c 是常数。

于是，3#齿轮和2#齿轮的传动比为:

于是1#齿轮和3#齿轮节曲线方程:

同样，2#齿轮和3#齿轮节曲线方程:

其中:a 是1#齿轮、2#齿轮和3#齿轮之间的啮合距离。

3 实例论证

其设计参数:c 取为0．3;z1取为18;z2取为18;z3取为12;借助于渐开线齿轮设计方法，进行核算，其结果见图2(a)、图2(b)。

其所研制的样机见图3，其中1#齿轮、2#齿轮和3#齿轮之间的啮合距离a 为100mm。其传动比变化规律见图4。

4 结论

(1)本文设计了一种改进的汽车用差速器，对其传动过程进行了深入的分析，其借助于变速比效应实现了扭矩的变比分配，具有很好的防滑性能，确保了汽车良好的越野性能。

(2)该差速器具有简捷、紧凑的构架，其两中心齿轮外形一致，双联行星处理也具有相同的外形，其相位差为90 度，同时使用3 组齿轮，在中心齿轮周边实现均匀布置。

(3)对于安装有差速锁的汽车，该差速器依旧具有效应。在路面条件好的情况下，借助于差速器的防滑功能，可保证汽车的安全行驶;而在路面条件恶劣情况下，与差速锁配合，使得汽车具有良好越野性能的同时，具有可靠的行驶安全性。

［1］王忠会，骆雨，贾毅．行星齿轮式桥间差速器的差速特性分析［J］．汽车技术，2005，(4) :56～59．

［2］海争平．一种行星齿轮式防滑差速器的研究［J］．机械传动，2011，(2) :143～146．

［3］陈珂，殷国富，赵武．基于知识融合的汽车后桥差速器齿轮结构优化［J］．四川大学学报:工程科学版，2009，(4) :311～314．

［4］贾巨民，高波．越野汽车双联非圆行星齿轮差速器的研究［J］．中国机械工程，2012，23(3) :346～348．

［5］周新建，于孟，查小净，吴健．差速器齿轮机构的运动学及动力学分析［J］．机械传动，2010，(3) :176～178．

［6］党改慧，陈玉刚，胡高社，王雅红．基于PRO/E 汽车差速器的三维设计与运动仿真［J］．轻工科技，2012，(9) :54～57．

［7］谢飞，宋传学，王建华，王云成．基于CATIA 的差速器直齿圆锥齿轮参数化建模与有限元分析［J］．机械传动，2008，(4) :98～101．

［8］王云成，王建华，付铁军，张宝生．主动控制式限滑差速器结构分析及其性能评价［J］．汽车技术，2008，(7) :151～153．